Файл: Хорошев Г.А. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха.pdf

Необходимо отметить, что расчет звуковой мощности по зави­ симостям (47) и (50) применительно к компрессорным профилям может быть произведен лишь с определенной степенью точности, так как при выводе этих уравнений использовались частные экспе­ риментальные данные. Очевидно, что при градиентном обтекании эти данные могут принять другие значения, однако в первом при­ ближении для слабоизогнутых (компрессорных) лопаток эти за­ висимости могут быть использованы.

§17. Влияние начальной турбулентности на входе

врабочее колесо на шум вентилятора

Одним из наиболее интенсивных источников аэродинамического шума лопаточных аппаратов является турбулентность потока на входе в решетку профилей. Как правило, судовые системы венти­ ляции и кондиционирования воздуха проектируют так, чтобы по­ ток на всасывании в рабочее колесо был равномерным, а степень его турбулентности мала. Но в некоторых случаях этого достиг­ нуть не удается (например, в случае, когда вентилятор располо­ жен после поворота всасывающего воздухопровода). Тогда турбу­ лентность потока на входе в колесо может иметь повышенные значения (5—10%), и уровень шума вентилятора соответственно также будет высоким. Возникновение интенсивного шума в этом случае обусловлено пульсациями давления на лопатке вследствие пульсаций подъемной силы [96].

Пульсации подъемной силы в свою очередь вызваны мгновен­ ным изменением угла атаки потока на лопатку. В самом деле, предположим, что к входной кромке лопатки пришел вихрь, ори­ ентированный так, что вектор мгновенного значения скорости сме­ стился и угол атаки стал отрицательным. В следующий момент по­ дойдет вихрь, вращающийся в противоположную сторону, и угол атаки станет положительным. Естественно, что эти изменения угла атаки приведут к изменениям подъемной силы профиля, пульса­ циям давления и, следовательно, к генерированию шума.

Для определения акустической мощности, излучаемой лопа­ точным аппаратом вентилятора вследствие начальной турбулент­ ности потока, воспользуемся зависимостью (34). Разницу пульсационного давления можно рассматривать как пульсации локаль­ ной подъемной силы, на единицу площади и выражать в виде коэффициента местной, подъемной силы:

61

Если предположить, что любая пульсационная составляющая скорость меньше осредненной скорости, то

48лс3

Данное интегрирование относится только к одной поверхности лопатки.

В турбулентном потоке корреляционная площадь S зависит главным образом от размера вихрей набегающего турбулентного потока. Она будет изменяться по поверхности только с изменением масштаба турбулентности. Если хорда пластины достаточно мала, то при допущении постоянства скорости Ѵ\ по хорде выражение (53) преобразуется к виду

Учитывая нормальные составляющие пульсационнои скорости по отношению к поверхности и принимая ее постоянной по хорде, получаем

< с и > и = Ф-

где Ф — осредненный наклон кривой зависимости подъемной силы аэродинамической поверхности от угла атаки.

Тогда

Данная формула определяет акустическую мощность, излучае­ мую слабоизогнутым профилем в турбулентном воздушном по­ токе, турбулентность и средние свойства которого вдоль хорды изменяются незначительно. Для ее определения, в частности, не­ обходимо знать такие характеристики турбулентного потока, как плотность спектра и масштаб длины. Даже при наличии неполных сведений о характеристиках путем некоторого упрощения уравне­ ния (56) можно получить данные о предполагаемом уровне зву­ ковой мощности. Например, можно предположить, что большая

62

часть энергии спектра пульсации скорости турбулентного потока содержится в полосе центральной частоты f.

Среднеквадратичное значение пульсации скорости определится зависимостью

= CÜ2(ü')a,

Если обозначить корреляционные радиусы в направлении по­ тока и поперек потока через т\ и г2, то корреляционная площадь должна быть порядка ягіг2, т. е. должна быть равна площади эл-

Рис. 31. Уровни шума, излучаемого плоской пластинкой.

липса с полуосями гх и г2 . Исследования, проведенные Е. В. Вла­ совым и другими авторами, показали, что в турбулентных струях продольный размер вихря примерно в три раза больше попереч­ ного. С учетом этого можно принять, что S составляет величину порядка /у2.

Характерная частота конвекционной турбулентности может быть выражена как ѵ/Іи где 1\ — типичная «длина волны» вихрей. Исследования турбулентных струй свидетельствуют о том, что 1\ больше, чем гх. Как показали исследования, эффективное расстоя­ ние между вихрями одинаковой ориентации, обладающими боль­ шой энергией, оказывается примерно в 2я раз больше корреляци­ онного в направлении потока радиуса вихря. В этом случае Sco2 приобретет значение порядка щ2, и акустическая мощность, излу­ чаемая решеткой z профилей, согласно уравнению (56) будет равна

48яс3 "

63

Экспериментальная проверка этой зависимости была осущест­ влена И. Шарландом [96] для двух случаев: изолированной пла­ стины, обтекаемой потоком воздуха, вытекающим из круглого от­ верстия, и ротора осевого вентилятора.

Пластину размером 25 мм по хорде и 63 мм в поперечном на­ правлении помещали в воздушную струю, выходящую из форсунки диаметром 25 мм. На рис. 31 показаны уровни воздушного шума, возникающего при обтекании данной пластины. Кривая 3 соответ­ ствует случаю, когда пластина размещалась около выхода струи, так что большая ее часть находилась в среде относительно спокой-

Рис. 32. Зависимость уровня шума осевого вен­ тилятора от угла закрытия жалюзи.

ного потока. Кривая 1 соответствует случаю, когда пластина уста­ навливалась в такой точке, где поток по всей поверхности пластины был турбулентным. Приведенные кривые наглядно показывают, что излучение шума значительно (на 10—12 дБ) увеличивается при наличии турбулентности в потоке впереди пластины. Оценка шума, создаваемого пластиной в полностью турбулентном потоке

спериментом. Турбулентность в вентиляторе создавали путем по­ мещения непосредственно в раструбе заборной трубы изогнутого в кольцо круглого стержня диаметром 0,9 см. Диаметр кольца был равен осредненному диаметру рабочего колеса и примерно в 20 раз больше диаметра самого стержня. В этом случае расчетное и эк­ спериментальное значения уровней шума вентилятора также имели удовлетворительное совпадение.

В работе [80] описано влияние жалюзи на шум осевого венти­ лятора. При изменении угла наклона жалюзи изменялась турбу­ лентность потока на входе в рабочее колесо вентилятора. На

64

рис. 32 показано изменение общего уровня воздушного шума вен­ тилятора в зависимости от угла наклона жалюзи. Как видно из рисунка, в этом случае не наблюдается такого резкого увеличе­ ния уровня шума, хотя характеристики турбулентности должны были бы изменяться значительно (уровень шума увеличивается только на 5—8 дБ). Это, очевидно, объясняется изменением импе­ данса выходного сечения вентилятора при уменьшении живого се­ чения на входе в вентилятор. Однако качественная картина изме­ нения уровня шума вентилятора от турбулентности натекающего потока полностью подтверждается и в этом случае.

§ 18. Неоднородность структуры потока за рабочим колесом

Рассмотрим, как влияет на возникновение шума в судовых вен­ тиляторах обтекание неоднородным потоком лопаточного аппа­ рата или какого-либо тела, находящегося за лопаточным аппара­ том (например, языка улитки центробежного вентилятора, растяжки двигателя осевого прямоточного вентилятора). Под неод­ нородностью потока понимается различие в скоростном и стати­ ческом давлении в аэродинамическом следе за каждой лопаткой и в области основного потока. Шум, возникающий вследствие воз­ действия неоднородного потока на обтекаемое тело, проявляется, как было показано в § 2 и 3, на частотах

При выводе зависимости интенсивности звукового давления на частоте f примем следующие допущения:

— форма входной кромки обтекаемого тела — прямоугольная и симметричная относительно вектора скорости набегающего по­ тока;

—звуковой импульс, возникающий в районе обтекаемого тела, распространяется без искажения через межлопаточные каналы рабочего колеса и всасывающий воздухопровод;

—корпус вентилятора абсолютно жесткий;

—переменная аэродинамическая сила, действующая на тело, изменяется по такому же закону, как и скорость потока на выходе из решетки лопаток.

При выводе уравнения для спектральной составляющей звуко­ вого давления рассмотрим для простоты случай, когда решетка профилей неподвижна, а обтекаемое тело, находящееся за решет­ кой, движется вдоль оси решетки со скоростью и, равной скорости движения решетки (рис. 33). Когда движущееся тело находится в середине межлопаточного канала, на него действует аэродина­